畢業(yè)設(shè)計(jì)論文電牽引采煤機(jī)的牽引部的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

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1、摘 要 電牽引采煤機(jī)機(jī)電一體化程度高 ,裝機(jī)功率愈來(lái)愈大 ,牽引速度成倍提高 ,而且牽引部調(diào)速系統(tǒng)具有節(jié)能、傳動(dòng)效率高。因此 ,國(guó)內(nèi)外采煤機(jī)制造廠家已重點(diǎn)或全部轉(zhuǎn)向電牽引采煤機(jī)的研制和開發(fā)。 本次設(shè)計(jì)的采煤機(jī)正為適合中厚煤層使用的無(wú)鏈電牽引采煤機(jī)，我的主要設(shè)計(jì)內(nèi)容為電牽引采煤機(jī)的牽引部的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，牽引力為450kN，牽引速度為0~ 9m/s電動(dòng)機(jī)為40kW采用橫向布置，通過(guò)二級(jí)直齒二級(jí)行星減速器完成變速，最終輸出達(dá)到要求的速度。并對(duì)各級(jí)齒輪及相應(yīng)的傳動(dòng)軸進(jìn)行了設(shè)計(jì)計(jì)算和校核，設(shè)計(jì)計(jì)算結(jié)果滿足設(shè)計(jì)要求。 關(guān)鍵詞 采煤機(jī) 電牽引　牽引部 Abstract E

2、lectric haulage shearer electromechanical integration degree is high，the more the installed power， speed， and doubled traction control system of energy saving，high efficiency. Therefore，the domestic manufacturers have made on mechanism of coal or turn electric haulage shearers research and developme

3、nt.The design of the coal mining machine is suitable for use in thick coal seam no chain of electrical haulage shearer，my main design content for electrical haulage shearer traction of structural design，traction power for 450kN，speed for 0~ 9m/s 40kW adopts horizontal arrangement for motor, through

4、the second straight tooth planetary reducer finished second to meet the requirements of the final output speed，And at all levels and the corresponding transmission gears calculation in design and calculation results, the design meet the design requirements. Key word Adopt the coal machine give o

5、r get an electric shock to lead lead long department 目　　錄 摘 要 I Abstract II 第1章 緒 論 1 1.1 采煤機(jī)簡(jiǎn)介 1 1.2 國(guó)內(nèi)外采煤機(jī)發(fā)展及使用狀況 2 1.2.1 采煤機(jī)在我國(guó)的使用情況 2 1.2.2 采煤機(jī)在國(guó)外的發(fā)展和使用 4 1.3 采煤機(jī)牽引部概述 5 1.4 設(shè)計(jì)意義 5 第2章 總體方案的確定 7 第3章 機(jī)械系統(tǒng)傳動(dòng)總設(shè)計(jì) 8 3.1 牽引部電動(dòng)機(jī)的選用 8 3.2 牽引部傳動(dòng)比分配 8 第4章 牽引部零件的初步設(shè)

6、計(jì)及強(qiáng)度校核 9 4.1 牽引部傳動(dòng)齒輪初步設(shè)計(jì)及強(qiáng)度校核 9 4.1.1 牽引部齒輪Z1,Z2初步設(shè)計(jì)及強(qiáng)度校核 9 4.1.2 牽引部齒輪Z3,Z4的初步設(shè)計(jì)及強(qiáng)度校核 16 4.1.3 牽引部二級(jí)星行齒輪的初步設(shè)計(jì)及強(qiáng)度校核 24 4.2 牽引部軸的校核及軸承壽命計(jì)算 38 4.2.1 牽引部I軸的初步設(shè)計(jì)及校核及軸承壽命計(jì)算 38 4.2.2 牽引部II軸的初步設(shè)計(jì)及校核及軸承壽命計(jì)算 43 4.2.4 一級(jí)行星輪軸初步設(shè)計(jì)及強(qiáng)度校核及軸承壽命計(jì)算 48 4.2.5 二級(jí)行星輪軸初步設(shè)計(jì)及強(qiáng)度校核及軸承壽命計(jì)算 51 結(jié) 論 54 致 謝 5

7、5 參考文獻(xiàn) 56 附錄1 58 附錄2 63 第1章 緒 論 1.1 采煤機(jī)簡(jiǎn)介 所謂采煤機(jī)就是把煤由煤層中采落下來(lái)的機(jī)械。采煤機(jī)是機(jī)械化采煤作業(yè)的主要機(jī)械設(shè)備，其功能是落煤和裝煤，在工作中能同時(shí)把煤裝入輸送機(jī)運(yùn)出工作面。20世紀(jì)40年代初，英國(guó)和前蘇聯(lián)相繼研制出了鏈?zhǔn)讲擅簷C(jī)。這種采煤機(jī)是用截鏈截落煤，在截鏈上安裝有被稱為截齒的專用截煤刀具，其工作效率低。同時(shí)德國(guó)研制出了用刨削方式落煤的刨煤機(jī)。50年代初，英國(guó)和德國(guó)相繼研制出了滾筒采煤機(jī)，在這種采煤機(jī)上安裝有截煤滾筒，這是一種圓筒形部件，其上裝有截齒，用截煤滾筒實(shí)現(xiàn)裝煤和落煤。這種采煤機(jī)與可彎曲輸送機(jī)配套，奠定了煤炭

8、開采機(jī)械化的基礎(chǔ)。這種采煤機(jī)的主要缺點(diǎn)有二，其一是截煤滾筒的安裝高度不能在使用中調(diào)整，對(duì)煤層厚度及其變化適應(yīng)性差；其二是截煤滾筒的裝煤效率不佳，限制了采煤機(jī)生產(chǎn)率的提高。進(jìn)入60年代，英國(guó)、德國(guó)、法國(guó)和前蘇聯(lián)先后對(duì)采煤機(jī)的截割滾筒做出兩項(xiàng)革命性改進(jìn)。其一是截煤滾筒可以在使用中調(diào)整其高度，完全解決對(duì)煤層賦存條件的適應(yīng)性；其二是把圓筒形截煤滾筒改進(jìn)成螺旋葉片式截煤滾筒，即螺旋滾筒，極大地提高了裝煤效果。這兩項(xiàng)關(guān)鍵的改進(jìn)是滾筒式采煤機(jī)成為現(xiàn)代化采煤機(jī)械的基礎(chǔ)。可調(diào)高螺旋滾筒采煤機(jī)或刨煤機(jī)與液壓支架和可彎曲輸送機(jī)配套，構(gòu)成綜合機(jī)械化采煤設(shè)備，使煤炭生產(chǎn)進(jìn)入高產(chǎn)、高效、安全和可靠的現(xiàn)代化發(fā)展階段。從此，

9、綜合機(jī)械化采煤設(shè)備成為各國(guó)地下開采煤礦的發(fā)展方向。自70年代以來(lái)，綜合機(jī)械化采煤設(shè)備朝著大功率、遙控、遙測(cè)方向發(fā)展，其性能逐漸完善，生產(chǎn)率和可靠性進(jìn)一步提高。工況自動(dòng)監(jiān)測(cè)、故障診斷以及計(jì)算機(jī)數(shù)據(jù)處理和數(shù)顯等先進(jìn)的監(jiān)控技術(shù)已經(jīng)在采煤機(jī)上得到應(yīng)用。 采煤機(jī)按牽引方式可分為鏈牽引和無(wú)鏈牽引。無(wú)鏈牽引的主要優(yōu)點(diǎn)是： (1)取消了工作面的牽引鏈，消除了斷鏈?zhǔn)鹿屎玩溩犹鴦?dòng)傷人的事故； (2)在同一工作面內(nèi)可以同時(shí)使用兩臺(tái)或多臺(tái)采煤機(jī)。從而可以降低生產(chǎn)成本，提高工作面的產(chǎn)量。特別適用于超長(zhǎng)的高產(chǎn)高效的工作面的需要； (3)對(duì)底板起伏、工作面彎曲、煤層不規(guī)則等的適應(yīng)性增強(qiáng)等優(yōu)點(diǎn)。 目前煤礦井下廣泛使

10、用的采煤機(jī)有兩類：滾筒式采煤機(jī)和刨煤機(jī)。由于滾筒式采煤機(jī)的采高范圍大，對(duì)各種煤層適應(yīng)性強(qiáng)，能截割硬煤，并能適應(yīng)較復(fù)雜的頂?shù)装鍡l件，因而得到了廣泛應(yīng)用?，F(xiàn)代采煤機(jī)必須滿足以下要求： (1)生產(chǎn)率滿足要求。 (2)采煤機(jī)工作機(jī)構(gòu)能適應(yīng)煤層厚度變化而工作。 (3)機(jī)身所占空間較小，對(duì)薄煤層采煤機(jī)尤為重要。 (4)采煤機(jī)可拆成幾個(gè)重要部件，以便下井和運(yùn)輸，也便于拆裝和檢修。 (5)所有電氣設(shè)備都應(yīng)具有防暴性能，采煤機(jī)能在有煤塵瓦斯爆炸危險(xiǎn)的工作面內(nèi)安全工作。 (6)電動(dòng)機(jī)、傳動(dòng)裝置和牽引部應(yīng)具有超負(fù)荷安全保護(hù)裝置。 (7)具有防滑裝置，以防機(jī)器沿斜坡自動(dòng)下滑。 (8)具有內(nèi)外噴霧滅塵裝

11、置。 (9)工作穩(wěn)定可靠，操作簡(jiǎn)單方便，操作手把或按鈕盡量集中，日常維護(hù)工作少而容易。 1.2 國(guó)內(nèi)外采煤機(jī)發(fā)展及使用狀況 1.2.1 采煤機(jī)在我國(guó)的使用情況 我國(guó)的滾筒式采煤機(jī)從20世紀(jì)60年代開始自行研制，60年代初研制成功第1臺(tái)用于普采工作面的DY150型液壓牽引采煤機(jī)，到60年代我們已經(jīng)有了MG400/920-WD型大功率交流電牽引采煤機(jī)，整個(gè)技術(shù)水平得到了較大發(fā)展?？偟目磥?lái)，滾筒式采煤機(jī)總體技術(shù)的發(fā)展過(guò)程經(jīng)歷了：牽引方式從液壓牽引到電牽引、驅(qū)動(dòng)方式從單電機(jī)到多電機(jī)、總體結(jié)構(gòu)從縱向布置到橫向布置。采煤機(jī)的電控技術(shù)也隨之逐步發(fā)展，從引進(jìn)仿制到自行設(shè)計(jì)，從分立元件組成到集成化、

12、PLC和微機(jī)控制，逐步走向成熟，趕超國(guó)際同行先進(jìn)水平。 以前，薄煤層采煤機(jī)可選機(jī)型少，可靠性差，功率低，單產(chǎn)低，使我國(guó)薄煤層產(chǎn)量逐年減少，棄采嚴(yán)重，資源浪費(fèi)大，從80年代開始，薄煤層采煤機(jī)從無(wú)到有得到穩(wěn)定發(fā)展。隨著薄煤層采煤機(jī)的推廣應(yīng)用，適用工作范圍擴(kuò)大，也暴露了許多缺陷和不足，限制了使用效果。根據(jù)薄煤層開采的迫切需要，開發(fā)適合國(guó)情的新一代大功率薄煤層采煤機(jī)是非常必要的。目前，哈爾濱煤礦機(jī)械研究所已經(jīng)研制了五種機(jī)型的薄煤層采煤機(jī)，都已投入工作中。以幾種有代表性的機(jī)型BM1—100型薄煤層采煤機(jī)，MG150B型薄煤層采煤機(jī)和最新型的MG300—BW1型薄煤層采煤機(jī)[6]。 我國(guó)近年來(lái)的攻關(guān)研

13、究主要集中在交流電牽引采煤機(jī)的系列設(shè)計(jì)，控制系統(tǒng)及控制功能的開發(fā)上。開發(fā)的系列交流電牽引采煤機(jī)，已在國(guó)內(nèi)煤礦逐步推廣使用，取得了比較明顯的經(jīng)濟(jì)效益。波蘭與中國(guó)合作，成功研制了總裝機(jī)功率344KW的KSE-344型薄煤層交流電牽引采煤機(jī)的基礎(chǔ)上，陸續(xù)開發(fā)了用于薄煤層的KSE-360型、用于中厚煤層的KSE-700型、KSE-800RW/2BP型和KSE-535S/2BP型等交流電牽引采煤機(jī)。美國(guó)JOY公司研制了2LS-6LS型多種多電機(jī)橫向布置直流電牽引采煤機(jī)。德國(guó)開發(fā)了多種形式的電牽引采煤機(jī)，有截割電機(jī)縱向布置的EWD-450/1100-L型采煤機(jī)，ESA-300-L型短機(jī)身直流電牽引采煤機(jī)等

14、。日本三井三池制作所研制成功多種截割電機(jī)縱向布置的交流電牽引采煤機(jī)，主要有：MCLE400-DR6868型；MCLE500-DR101101型等。 我國(guó)從20世紀(jì)70年代中期開始引進(jìn)采煤機(jī)，大體分為以下兩個(gè)階段：80年代為第一階段，以單機(jī)引進(jìn)為主，共引進(jìn)三十二臺(tái)。這些采煤機(jī)在山西、陜西、山東、黑龍江等一些煤礦試驗(yàn)，探索性地使用采煤機(jī)進(jìn)行房柱式采煤法，有些礦井取得了成功的經(jīng)驗(yàn)，有些礦井的使用效果不好。由于這些設(shè)備不配套，備件供應(yīng)困難，設(shè)備維護(hù)和技術(shù)管理跟不上等原因，現(xiàn)基本上已停止使用。九十年代以來(lái)為第二階段，以配套引進(jìn)為主，神東公司和黃陵礦區(qū)先后引進(jìn)了27臺(tái)連續(xù)采煤機(jī)及其配套設(shè)備。1995年大

15、柳塔礦最高月進(jìn)尺就已經(jīng)到達(dá)1051米。2000年以后，運(yùn)用 12CM18-10D 連續(xù)采煤機(jī)和運(yùn)煤車在18ｍ2斷面掘進(jìn)中，平均月進(jìn)尺在2000米以上，榆家梁煤礦月進(jìn)尺 2705米，創(chuàng)造了2002年世界記錄。上灣煤礦采用旺格維利采煤法，2002年4月20日，兩套采煤機(jī)日產(chǎn)原煤10220噸。同年，該礦用采煤機(jī)與連續(xù)運(yùn)輸系統(tǒng)等設(shè)備配套，在短壁綜采工作面年生產(chǎn)原煤219萬(wàn)噸；用采煤機(jī)與運(yùn)煤車等設(shè)備配套，在短壁綜采工作面年生原煤101萬(wàn)噸，均創(chuàng)造了同類機(jī)型2002年的世界最好成績(jī)，同時(shí)工作面回采率達(dá) 70%以上，節(jié)約了寶貴的煤炭資源。2003年1月，上灣礦使用連續(xù)運(yùn)輸系統(tǒng)作為采煤機(jī)的配套設(shè)備實(shí)現(xiàn)煤巷掘進(jìn)

16、 4656 米的好成績(jī)[9～12]。在國(guó)內(nèi)，雖然短壁機(jī)械化開采技術(shù)逐漸成熟，采煤機(jī)的使用日益增多，但目前我國(guó)各研究機(jī)構(gòu)和煤機(jī)制造企業(yè)還沒有開發(fā)、研制成功采煤機(jī)，沒有成套國(guó)產(chǎn)化的采煤機(jī)供煤礦使用。煤炭科學(xué)研究院太原分院初步完成連續(xù)采煤機(jī)的設(shè)計(jì)方案，開發(fā)出與采煤機(jī)相配套使用的 XZ7000/24/45 型履帶行走支架、LY1500/865-10型連續(xù)運(yùn)輸系統(tǒng)和 GP460/150 型履帶行走式給料破碎機(jī)。這些采煤機(jī)的配套設(shè)備在神東礦區(qū)、兗州礦區(qū)使用時(shí)，有些性能達(dá)到了國(guó)際水平[11]。我國(guó)煤炭資源分布廣泛，地質(zhì)條件復(fù)雜多樣。經(jīng)過(guò)30多年的綜合機(jī)械化開采，適合長(zhǎng)壁開采的規(guī)則煤田越來(lái)越少，而“三下”壓煤

17、、殘留煤柱和不規(guī)則煤的煤炭?jī)?chǔ)藏量多達(dá)上百億噸，長(zhǎng)壁開采難以進(jìn)行，不開采又必將對(duì)我國(guó)煤炭資源造成極大的浪費(fèi)[16，17]。短壁開采技術(shù)能很好的解決這一問(wèn)題，但短壁開采所使用的采煤機(jī)及其配套設(shè)備全部需要從國(guó)外進(jìn)口，截齒、滾筒等易磨易損件更需要大量進(jìn)口，這必然要影響生產(chǎn)效率、增加噸煤成本。雖然我國(guó)的普通滾筒采煤機(jī)研制技術(shù)比較成熟，但對(duì)于采煤機(jī)的研制卻處于起步階段，缺乏必要的基礎(chǔ)研究工作。采煤機(jī)通常由截割機(jī)構(gòu)、裝載機(jī)構(gòu)、履帶行走機(jī)構(gòu)、液壓系統(tǒng)、電控系統(tǒng)、冷卻噴霧除塵系統(tǒng)及安全保護(hù)裝置等部分組成。其中，截割機(jī)構(gòu)是采煤機(jī)的重要部件之一，一般包括兩個(gè)外滾筒、一個(gè)截割鏈（或中間滾筒）。采煤機(jī)工作在煤或半煤巖條

18、件下，工作面煤巖分布不均、性質(zhì)多變，具有很大的隨機(jī)性。截割機(jī)構(gòu)直接作用在煤巖上，截割時(shí)呈懸臂狀態(tài)，滾筒受力復(fù)雜，截割載荷變化大，容易引起機(jī)器較大的振動(dòng)，從而降低了機(jī)器傳動(dòng)件和連接件的使用壽命，影響了機(jī)器工作的可靠性，并且增加了維修工作量和噸煤成本。因此說(shuō)，對(duì)采煤機(jī)工作機(jī)構(gòu)的研究是整機(jī)設(shè)計(jì)的基礎(chǔ)。通過(guò)對(duì)工作機(jī)構(gòu)上載荷狀況的研究，找出其結(jié)構(gòu)參數(shù)及運(yùn)行參數(shù)對(duì)煤炭品質(zhì)、生產(chǎn)效率和載荷波動(dòng)等的影響關(guān)系，搞清連續(xù)采煤機(jī)截割的關(guān)鍵技術(shù)，為建立其工作機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)理論和方法，為研發(fā)適合我國(guó)煤層地質(zhì)條件的國(guó)產(chǎn)連續(xù)采煤機(jī)，以及建設(shè)高產(chǎn)高效的現(xiàn)代化礦井和發(fā)展國(guó)民經(jīng)濟(jì)具有重要意義[13]。 1.2.2 采煤機(jī)在國(guó)外的

19、發(fā)展和使用 20世紀(jì)40年代末，美國(guó)利諾斯（LEE-NORSE）公司首先在裝煤機(jī)機(jī)身上安裝了一個(gè)可擺動(dòng)的落煤截割頭，實(shí)現(xiàn)了割煤、落煤和裝煤工序的機(jī)械化連續(xù)作業(yè)，這就形成了采煤機(jī)的雛形[14]。歷經(jīng)半個(gè)多世紀(jì)的發(fā)展，采煤機(jī)已經(jīng)日臻完善，其采掘工藝也走向成熟，不僅在美國(guó)，而且世界許多國(guó)家，在房柱式采煤、回收邊角煤以及長(zhǎng)壁開采的煤巷快速掘進(jìn)中得到了廣泛應(yīng)用，其單產(chǎn)、單進(jìn)作業(yè)創(chuàng)造出前所未有的水平，為采煤界所公認(rèn)[15]。 按照落煤機(jī)構(gòu)來(lái)劃分，采煤機(jī)的發(fā)展大體經(jīng)歷三個(gè)階段：第一階段，20世紀(jì) 40年代，以利諾斯公司的 CM28H 型和久益機(jī)械制造公司（JOY MANUFACTURING COMPAN

20、Y）的 3JCM 型和 6CM型為代表的截鏈?zhǔn)讲擅簷C(jī)，主要用于開采煤炭、鉀堿礦、鋁土礦、頁(yè)巖以及永凍土等。采煤機(jī)的生產(chǎn)能力低，且結(jié)構(gòu)復(fù)雜，裝煤效果差。第二階段，50年代，以久益公司的8CM 型為代表的擺動(dòng)式截割頭采煤機(jī)，生產(chǎn)能力較高，裝煤效果較好，但機(jī)器工作時(shí)振動(dòng)大，維護(hù)費(fèi)用高。第三階段，60年代至今，滾筒式連續(xù)采煤機(jī)高速發(fā)展，并日趨成熟。從80年代開始，隨著開采工藝的發(fā)展和開采條件的提高，采煤機(jī)不斷向大功率、多功能、系列化和自動(dòng)化方向發(fā)展，使其適用性和智能性增強(qiáng)，逐漸成為先進(jìn)產(chǎn)煤大國(guó)的主要采煤設(shè)備。第三代滾筒式連續(xù)采煤機(jī)，集破煤、落煤、裝運(yùn)、行走、電液系統(tǒng)及輔助裝置為一體，達(dá)到了很高的制造水

21、平，其中久益公司的12CM型、14CM型及17CM型系列產(chǎn)品代表了當(dāng)前國(guó)際先進(jìn)水平。90年代初期，塔姆洛克奧鋼聯(lián)研制出了集安全、環(huán)保和人類工程學(xué)于一體的ABM20 型帶有錨桿機(jī)的連續(xù)采煤機(jī)。2000年久益公司開發(fā)的連續(xù)采煤機(jī)加大了機(jī)器的質(zhì)量和功率，改進(jìn)了技術(shù)性能，使其強(qiáng)度增加，同時(shí)提高了運(yùn)行速度，降低了噸煤成本。2003年美國(guó)菲爾奇公司又開發(fā)了一種Ｆ525型連續(xù)采煤機(jī)錨桿機(jī)，集采、掘、落、裝、行、鉆眼和支護(hù)等功能于一體，使采煤機(jī)的應(yīng)用有了重大突破。國(guó)外十大煤炭企業(yè)中有美國(guó)的阿齊煤炭公司（美國(guó)第二大煤炭公司）、英國(guó)的 RJB 采礦有限公司（歐洲最大的煤炭公司）和南非的英格威煤炭公司等三家公司使用

22、不同型號(hào)的采煤機(jī)進(jìn)行開采，產(chǎn)煤量約占總產(chǎn)量的五分之一以上。美國(guó)是使用采煤機(jī)最多、使用效果最好的國(guó)家。全國(guó)各大煤炭公司共有2000多臺(tái)采煤機(jī)，其采用短壁機(jī)械化采煤法的產(chǎn)量在井工采煤中一直處于領(lǐng)先地位[16-19]，80年代中期占井工產(chǎn)量的70%以上。近年來(lái)，由于長(zhǎng)壁綜采的發(fā)展，采煤機(jī)開采的產(chǎn)量有所回落，但1999年產(chǎn)煤量為2.21億噸，仍占井工煤炭總產(chǎn)量的53%[7]。在美國(guó)，采煤機(jī)掘進(jìn)平均班進(jìn)尺60米，日產(chǎn)煤2000噸，有些高產(chǎn)工作面日進(jìn)尺可達(dá)100米，月產(chǎn)量達(dá)10萬(wàn)噸。英國(guó)井工開采一直以長(zhǎng)壁為主，巷道掘進(jìn)主要靠懸臂式掘進(jìn)機(jī)，但自從80年代后期使用連續(xù)采煤機(jī)開采取得良好的效益以來(lái)，用采煤機(jī)掘進(jìn)

23、已經(jīng)成為英國(guó)煤巷掘進(jìn)的主要方法之一，約占總掘進(jìn)量的65％。南非和澳大利亞兩國(guó)根據(jù)各自的煤層地質(zhì)條件，在傳統(tǒng)的房柱式開采基礎(chǔ)上成功地開發(fā)出了旺格維利和西格瑪兩種短壁采煤方法[8，9]，擴(kuò)大了采煤機(jī)的應(yīng)用范圍，提高了資源回收率。其中，南非全國(guó)約有230多臺(tái)采煤機(jī)用于房柱式開采，其產(chǎn)量約占井工總產(chǎn)量的90％[10]。德國(guó)使用采煤機(jī)在海底煤層開采已有40多年的歷史，效果顯著，其中有5個(gè)工作面一直保持200 萬(wàn)噸的年產(chǎn)量。另外，印度和加拿大等國(guó)家使用采煤機(jī)進(jìn)行短壁開采，也取得了很好的經(jīng)濟(jì)效益。 1.3 采煤機(jī)牽引部概述 采煤機(jī)牽引部主要由箱體、原電機(jī)、輸出軸、減速等部分組成。采煤機(jī)的牽引部承擔(dān)牽引

24、和行走任務(wù)，是采煤機(jī)的主要部件之一。一個(gè)完善的工作機(jī)構(gòu)應(yīng)滿足以下要求： (1)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，工作可靠，拆裝維修方便。 (2)能充分利用煤壁的壓張效應(yīng)，降低能耗，提高塊煤率，減少煤塵。 (3)能牽引行走。 (4)載荷均勻分布，機(jī)械效率高。 (5)能適應(yīng)不同的煤層和有關(guān)地質(zhì)條件。 1.4 設(shè)計(jì)意義 我國(guó)經(jīng)濟(jì)發(fā)展對(duì)煤炭的需求量逐年增加，良好的采煤設(shè)備對(duì)于提高煤炭的生產(chǎn)率起到非常關(guān)鍵的作用。目前，煤礦生產(chǎn)的安全性要求日益受到國(guó)家安全生產(chǎn)管理局的重視。因此，大力發(fā)展“綜采設(shè)備”是當(dāng)前和今后的主流。設(shè)計(jì)和生產(chǎn)經(jīng)濟(jì)合理的滾筒采煤機(jī)不但保證煤炭生產(chǎn)率，而且保證安全生產(chǎn)的重要方面。 牽引部傳動(dòng)箱內(nèi)

25、部的損壞主要取決于行星齒輪和直齒齒輪傳動(dòng)比分配是否合理。另有對(duì)于牽引部的行走速度、行走穩(wěn)定性都由傳動(dòng)比的分配是否合理所影響。對(duì)于牽引部來(lái)說(shuō)有很多方面的問(wèn)題有待于提高完善。我國(guó)中厚煤層正向大功率綜合機(jī)械化，智能化采煤的方向發(fā)展。由于采煤機(jī)愈來(lái)愈大，采煤機(jī)本身的穩(wěn)定性就應(yīng)該受到更深入的關(guān)注。而影響機(jī)身的穩(wěn)定性，其中一條就是性走的穩(wěn)定性。所以本課題著重考慮了牽引部傳動(dòng)箱的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的合理性。本設(shè)計(jì)可用在夾矸等硬煤質(zhì)、中厚煤層的雙高綜合機(jī)械化工作面?？稍谟型咚箽怏w或煤塵爆炸危險(xiǎn)礦井中使用。整體為多部電機(jī)橫向布置，電控系統(tǒng)為機(jī)載式，采用計(jì)算機(jī)控制技術(shù)，在結(jié)構(gòu)、技術(shù)、性能、操作和維護(hù)等方面接近進(jìn)口同類機(jī)型的

26、水平。 第2章 總體方案的確定 為了確保本次設(shè)計(jì)滿足采煤機(jī)的設(shè)計(jì)要求，經(jīng)多方面考察，確定本采煤機(jī)牽引部的設(shè)計(jì)方向： (1)采煤機(jī)的部分功率是通過(guò)牽引部減速器傳遞的。牽引部工作條件惡劣，外形尺寸受到嚴(yán)格限制，可靠性要求很高。牽引部的總傳動(dòng)比一般在200左右，減速級(jí)數(shù)為3—5級(jí)； (2)為了保證牽引部有適當(dāng)?shù)拈L(zhǎng)度，牽引部中都裝有若干個(gè)惰輪。 (3)在滿足上述各項(xiàng)要求的同時(shí)，務(wù)使結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，操縱方便，盡可能貫徹標(biāo)準(zhǔn)化、通用化。 (4)采用了二級(jí)行星減速器在增大傳動(dòng)比的同時(shí)減少了齒輪的數(shù)量，簡(jiǎn)化結(jié)構(gòu)，降低成本。 以上是本采煤機(jī)牽引部的指導(dǎo)思想，牽引部采用二級(jí)直齒二級(jí)行星減速器,機(jī)

27、構(gòu)簡(jiǎn)圖如圖2-1。 圖2-1牽引部傳動(dòng)機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)圖 第3章 機(jī)械系統(tǒng)傳動(dòng)總設(shè)計(jì) 3.1 牽引部電動(dòng)機(jī)的選用 給定設(shè)計(jì)參數(shù)為，則， 采用雙牽引方式，選用額定功率為的電機(jī)即可滿足要求 通過(guò)查閱資料得其主要技術(shù)參數(shù)如下表電機(jī)參數(shù)： 表電機(jī)參數(shù) 電機(jī)型號(hào) 功率(kw) 轉(zhuǎn)速(n/min) 電壓（V） YBQYS—40 40 1478 380 3.2 牽引部傳動(dòng)比分配 該機(jī)構(gòu)主要由箱體，原電機(jī)，輸出軸，減速部分，潤(rùn)滑系統(tǒng)等組成。電動(dòng)機(jī)功率，電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速，傳動(dòng)比，根據(jù)設(shè)計(jì)需要，欲把行走速度為左右，所以,本設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)采用二級(jí)直齒傳動(dòng)和二級(jí)行星傳動(dòng)： 通過(guò)類比及查閱資料，

28、初步確定傳動(dòng)比如下表傳動(dòng)比的分配： 表傳動(dòng)比的分配 MG300/701-WD牽引部傳動(dòng)比 初步確定齒數(shù)為表齒數(shù)分配： 表齒數(shù)分配 MG300/701-WD牽引部齒數(shù)確定 直齒高速級(jí) 直齒低速級(jí) 行星高速級(jí) 17 35 88 行星低速級(jí) 18 29 77 第4章 牽引部零件的初步設(shè)計(jì)及強(qiáng)度校核 4.1 牽引部傳動(dòng)齒輪初步設(shè)計(jì)及強(qiáng)度校核 4.1.1 牽引部齒輪Z1,Z2初步設(shè)計(jì)及強(qiáng)度校核 在初步設(shè)計(jì)齒輪時(shí)，,齒輪材料初定為。齒數(shù)。 1.齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算 根據(jù)齒面接觸強(qiáng)度，可按下列公式估算齒輪傳動(dòng)的尺寸【1】

29、(mm) (mm) 式中：—齒數(shù)比，； — 載荷系數(shù)常用值, =2； — 齒寬系數(shù)，按參考文獻(xiàn)[1]表16-5.2圓整， 取=0.5，則=0.27； — 許用接觸應(yīng)力（）， 。為實(shí)驗(yàn)齒輪的接觸疲勞極限應(yīng)力（），由[1]圖16.2-17查取，為接觸強(qiáng)度計(jì)算的最小安全系數(shù)，取。則 —小齒輪傳遞的額定轉(zhuǎn)矩（）， 2.齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算 在初步設(shè)計(jì)齒輪時(shí)，根據(jù)齒根彎曲強(qiáng)度，可按下列公式估算齒輪的模數(shù)： (mm) 式中：— 模數(shù)系數(shù)，由參考文獻(xiàn)[3]表14-1-78得 直齒輪時(shí)，； —載荷系數(shù)，取 =1.5 — 許用齒根應(yīng)力（），，—為齒輪材料的彎曲疲勞強(qiáng)度的基本值，

30、由［1］16.2-6查得=450，為抗彎曲強(qiáng)度最小安全系數(shù)，取=1.4。則； — 復(fù)合齒形系數(shù)，； YFa— 齒形系數(shù)按參考文獻(xiàn)[2]圖10-5可查 時(shí)， 當(dāng)時(shí)， =2.8，當(dāng)時(shí)，=2.3。 YSa— 應(yīng)力修正系數(shù)按參考文獻(xiàn)[2]圖10-5查 時(shí)， 當(dāng)時(shí)，；當(dāng)時(shí)，。 兩者比較取大者，取后者。 則: 取 3.計(jì)算Z1,Z2齒的幾何尺寸 (1)嚙合角：根據(jù)=61 P6 查得：=0.6 =+= 由參考文獻(xiàn)[1]圖16.2-7，8，查得變位系數(shù)，代入已知數(shù)據(jù)并結(jié)合[1]表16.2-9得： (2)實(shí)際中心距： == 式中

31、 圓整為 所以 = (3)分度圓分離系數(shù)y： (4)齒頂高變動(dòng)系數(shù)： (5)齒輪的幾何尺寸： 　 (6)計(jì)算齒頂圓壓力角： = == 4.齒面接觸強(qiáng)度校核計(jì)算 (1)計(jì)算接觸應(yīng)力： 小輪：=ZB (4—1) 大輪：=ZD (4—2) 式中：— 使用系數(shù)，見參考文獻(xiàn)[3]表14-1-81、表14-1-82原動(dòng)機(jī)工作特性示例及表14-1-83工作機(jī)工作特性示例，取=1.0； — 動(dòng)載系數(shù)，由參考文獻(xiàn)[3]圖14-1-14查得K

32、V=1.15； — 接觸強(qiáng)度計(jì)算的齒向載荷分布系數(shù)，見參考文獻(xiàn)[3]表14-1-99 — 接觸強(qiáng)度計(jì)算的齒間載荷分配系數(shù)，見參考文獻(xiàn)[3]表14-1-102查得 ； — 小輪及大輪單對(duì)齒嚙合系數(shù)，見參考文獻(xiàn)[3]表14-1-104， 取 取 — 節(jié)點(diǎn)處計(jì)算接觸應(yīng)力的基本值，； (2)計(jì)算接觸應(yīng)力的基本值: （4—3） 式中：— 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)，； — 彈性系數(shù)，，； — 重合度系數(shù)， ； — 螺旋角系數(shù)， ； Ft — 端面內(nèi)分度圓上的名義切向力 Ft=2000= b

33、— 工作齒寬, ； m— 齒輪模數(shù)， 。 將以上系數(shù)帶入（4—3）式得： 將以上結(jié)果帶入（4—1）、（4—2）得： (3)許用接觸應(yīng)力： （4—4） 式中：— 計(jì)算齒輪的接觸極限應(yīng)力； — 試取齒輪的接觸疲勞極限； — 接觸強(qiáng)度計(jì)算的壽命系數(shù)，工作壽命1萬(wàn)小時(shí)計(jì)算 見參考文獻(xiàn)[3]圖13-1-26查得 ； — 潤(rùn)滑劑系數(shù)，—速度系數(shù)，—粗糙度系數(shù)， 見參考文獻(xiàn)[3]表13-1-108 持久強(qiáng)度： ； — 工作硬化系數(shù)， — 接觸強(qiáng)度計(jì)算的尺寸系數(shù), 將

34、以上系數(shù)帶入（4—4）式得： (4)計(jì)算安全系數(shù)： = = = = — 最小安全系數(shù)，見參考文獻(xiàn)表，取。 所以 ,齒面接觸強(qiáng)度滿足要求。 5輪齒彎曲強(qiáng)度校核計(jì)算 ⑴計(jì)算齒根應(yīng)力： （4—5） 式中：，— 使用系數(shù)，動(dòng)載荷系數(shù)同齒面接觸強(qiáng)度中的值 取 — 彎曲強(qiáng)度計(jì)算的齒向載荷分布系數(shù)， — 彎曲強(qiáng)度計(jì)算的齒間載荷分配系數(shù)，； — 齒根應(yīng)力的基本值，； (2)計(jì)算齒根應(yīng)力的基本值:

35、 （4—6） 式中：— 載荷作用于齒頂時(shí)的齒形系數(shù)，有參考文獻(xiàn)[2]表10-5得 ； — 載荷作用于齒頂時(shí)的應(yīng)力修正系數(shù)，有參考文獻(xiàn)[2]表10-5得 ； — 重合度系數(shù)， =0.83； — 螺旋角系數(shù)， 當(dāng)時(shí)，。 將以上系數(shù)帶入（4—6）式得： 將以上結(jié)果帶入（4—5）得： ⑶許用齒根應(yīng)力： （4—7） 式中： — 計(jì)算齒輪的彎曲極限應(yīng)力，； — 試取齒輪的齒根彎曲疲勞極限，=； — 試驗(yàn)齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)，??； — 彎曲強(qiáng)度計(jì)算的壽命系數(shù)；見參考文獻(xiàn)[2]圖14-1-55查

36、得 — 相對(duì)齒根圓角敏感系數(shù)，見參考文獻(xiàn)[2]圖14-1-57查得； — 相對(duì)齒根表面狀況系數(shù)，見參考文獻(xiàn)[2]圖14-1-58查得； — 彎曲強(qiáng)度計(jì)算的尺寸系數(shù)，由參考文獻(xiàn)[2]表14-1-119得 將以上系數(shù)帶入（4—7）式得： (4)計(jì)算安全系數(shù)： = = > = = > — 最小安全系數(shù)，見參考文獻(xiàn)[2]表，取。 所以 ：齒彎曲強(qiáng)度滿足要求。 4.1.2 牽引部齒輪Z3,Z4的初步設(shè)計(jì)及強(qiáng)度校核 在初步設(shè)計(jì)齒輪時(shí)，齒輪材料初定為。齒數(shù), 。 1.齒面接觸強(qiáng)度 根據(jù)齒面接觸強(qiáng)度，可按下列公式估算齒輪傳動(dòng)的尺寸： (mm) (m

37、m) 式中：— 載荷系數(shù)常用值； 、— 剛對(duì)鋼配對(duì)的齒輪副的值，查參考文獻(xiàn)[2]表14-1-75得 直齒輪、； — 齒寬系數(shù)按參考文獻(xiàn)[2]表14-1-77圓整， 取。則； — 許用接觸應(yīng)力，推薦 ； — 試就驗(yàn)齒輪的接觸疲勞極限 ；見參考文獻(xiàn)[2]圖14-1-24(a) =取較小值； 2.齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算 在初步設(shè)計(jì)齒輪時(shí)，根據(jù)齒根彎曲強(qiáng)度，可按下列公式估算齒輪的模數(shù)： 式中：— 模數(shù)系數(shù)；直齒輪時(shí)，； — 許用齒根應(yīng)力， ；其中由[1]表16.2-26查取位450，，所以 — 復(fù)合齒形系數(shù)，； — 齒形系數(shù)，由[2]表10-

38、5查得 時(shí)， 當(dāng)時(shí)，時(shí)， — 應(yīng)力修正系數(shù)按參考文獻(xiàn)[2]圖14-1-43查： 時(shí)， 當(dāng)時(shí)，；當(dāng)時(shí)，。 所以 兩者比較取大者，取前者。 則： ?。?。 3.計(jì)算Z3,Z4齒的幾何尺寸 (1)嚙合角：根據(jù)=71 P6 查得： =+=+ 得 = 由參考文獻(xiàn)[3]圖13.1.4查得變位系數(shù) ， (2)實(shí)際中心距： ==。 (3)分度圓分離系數(shù)y： 。 (4)齒頂高變動(dòng)系數(shù)： 。 (5)齒輪的幾何尺寸： (6)計(jì)算齒頂圓壓力角

39、： == == 4.齒面接觸強(qiáng)度校核計(jì)算 (1)計(jì)算接觸應(yīng)力： 小輪： = (4—8) 大輪： = (4—9) 式中：— 使用系數(shù)，見參考文獻(xiàn)[2]表14-1-81、表14-1-82原動(dòng)機(jī)工作特性示例及表14-1-83工作機(jī)工作特性示例，=1.1。 — 動(dòng)載系數(shù)，由參考文獻(xiàn)[2]圖14-1-14查得KV=1.13； — 接觸強(qiáng)度計(jì)算的齒向載荷分布系數(shù)，見參考文獻(xiàn)[2]表14-1-98

40、 = = — 接觸強(qiáng)度計(jì)算的齒間載荷分配系數(shù)， 見參考文獻(xiàn)[2]表14-1-102查得 ； — 小輪及大輪單對(duì)齒嚙合系數(shù)，見參考文獻(xiàn)[2]表14-1-104。 取 取 .0 — 節(jié)點(diǎn)處計(jì)算接觸應(yīng)力的基本值，。 (2)計(jì)算接觸應(yīng)力的基本值: （4—10） 式中：— 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)，由， 從參考文獻(xiàn)[2]查圖14-1-16得 — 彈性系數(shù)，，見參考文獻(xiàn)[2]表14-1-10 ； — 重合度系數(shù)， ； — 螺旋角系數(shù)， ； — 端面內(nèi)分度圓上的名義切向力， =

41、2000=9266.3N； 其中： — 工作齒寬, ； — 齒輪模數(shù)，； 將以上系數(shù)帶入（4—10）式得： 將以上結(jié)果帶入（4—8）、（4—9）得： (3)許用接觸應(yīng)力： （4—11） 式中：— 計(jì)算齒輪的接觸極限應(yīng)力； — 試取齒輪的接觸疲勞極限； — 接觸強(qiáng)度計(jì)算的壽命系數(shù)。工作壽命2萬(wàn)小時(shí)計(jì)算 見參考文獻(xiàn)[2]圖14-1-26查得 — 潤(rùn)滑劑系數(shù)，—速度系數(shù)，—粗糙度系數(shù)， 見參考文獻(xiàn)[3]表14-1-108 持久強(qiáng)度： ； — 工作硬化系數(shù) ， ，

42、 — 接觸強(qiáng)度計(jì)算的尺寸系數(shù)， ； 將以上系數(shù)帶入（4—11）式得： (4)計(jì)算安全系數(shù)： = = = = — 最小安全系數(shù)，見參考文獻(xiàn)[3]表14-1-110 取。 所以：Z3,Z4齒面接觸強(qiáng)度滿足要求。 5.輪齒彎曲強(qiáng)度校核計(jì)算 (1)計(jì)算齒根應(yīng)力： （4—12） 式中：，— 使用系數(shù)，動(dòng)載荷系數(shù)同齒面接觸強(qiáng)度中的值,取 ； — 彎曲強(qiáng)度計(jì)算的齒向載荷分布系數(shù)， — 彎曲強(qiáng)度計(jì)算的齒間載荷分配系數(shù)，； — 齒根應(yīng)力的基本值，； (2)計(jì)算齒根應(yīng)力的基本

43、值: （4—13） 式中：Ft— 端面內(nèi)分度圓上的名義切向力，F(xiàn)t； b— 工作齒寬, ； m — 齒輪模數(shù)， ； — 載荷作用于齒頂時(shí)的齒形系數(shù)， ； — 載荷作用于齒頂時(shí)的應(yīng)力修正系數(shù)， ； — 重合度系數(shù)， ； — 螺旋角系數(shù)， 當(dāng)=00時(shí)，。 將以上系數(shù)帶入（4—13）式得： 將以上結(jié)果帶入（4—12）得： (3)許用齒根應(yīng)力： （4—14） 式中： — 計(jì)算齒輪的彎曲極限應(yīng)力，； — 試取齒輪的

44、齒根彎曲疲勞極限； — 試驗(yàn)齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)，??； — 彎曲強(qiáng)度計(jì)算的壽命系數(shù)， 見參考文獻(xiàn)[2]圖14-1-55查得 — 相對(duì)齒根圓角敏感系數(shù)，見參考文獻(xiàn)[2]圖14-1-57查得=1.0； — 相對(duì)齒根表面狀況系數(shù)，見參考文獻(xiàn)[2]圖14-1-58查得=1.12； — 彎曲強(qiáng)度計(jì)算的尺寸系數(shù)，由參考文獻(xiàn)[2]表14-1-119得=1.0； 將以上系數(shù)帶入（4—14）式得： (4)計(jì)算安全系數(shù)： = = > = = > — 最小安全系數(shù)，見參考文獻(xiàn)[2]表14-1-110 取=1.6。 所以，Z3,Z4齒彎曲強(qiáng)度滿足要求。 4.1.3

45、牽引部二級(jí)星行齒輪的初步設(shè)計(jì)及強(qiáng)度校核 由[1]式17.2-17得： 式中： 取，，，，。 所以： 由[1]圖17.2-4查得 所以： 1.高速級(jí)計(jì)算 (1)配齒計(jì)算 查[3]表14.5-3選擇行星輪數(shù)目，取由于=6.2據(jù)可能達(dá)到的傳動(dòng)比極限值較遠(yuǎn)。所以可不檢驗(yàn)；鄰接條件。確定各輪齒數(shù),由[1]17.1.2.2所述; 則： 式中： 采用不等角變?yōu)椋扇』颉? 若取，則，由[3]圖14-5-4可查出適用的預(yù)計(jì)嚙合角，到的范圍內(nèi)。若取則，預(yù)計(jì)適用嚙合角，到的范圍內(nèi)。為提高傳動(dòng)承載能力，宜取，但齒間有公約數(shù)預(yù)取 (2)按接觸強(qiáng)

46、度初算A-C傳動(dòng)的中心距和模數(shù) 輸入轉(zhuǎn)矩： 設(shè)載荷不均勻系數(shù) 在一對(duì)A-C傳動(dòng)中，小輪（太陽(yáng)輪）傳遞的轉(zhuǎn)矩 齒數(shù)比 太陽(yáng)輪和行星輪的材料用20滲碳淬火，齒面硬度（太陽(yáng)輪）和齒面硬度（行星輪）， 取齒寬系數(shù)，載荷系數(shù)， 則 (mm) 模數(shù) 取 則A-C傳動(dòng)的未變位時(shí)的中距： 按預(yù)取嚙合角，可得A-C傳動(dòng)中心距變動(dòng)系數(shù) 則中心距 計(jì)算A-C傳動(dòng)的實(shí)際中心距變動(dòng)系數(shù)和嚙合角 所以 (3)計(jì)算A-C傳動(dòng)的變位系數(shù) 由[3]圖14-1-4校核，，在需用范圍內(nèi)，可用。 用[

47、3]圖14-1-4分配數(shù)， 得 ， (4)計(jì)算傳動(dòng)的中心距變動(dòng)系數(shù)和嚙合角 傳動(dòng)的未變位是的中心距: 所以 (5)計(jì)算傳動(dòng)的變位系數(shù) 因?yàn)? 所以 (6)幾何尺寸計(jì)算 幾何尺寸計(jì)算公式由[3]表14-1-18， (7)齒面接觸強(qiáng)度校核計(jì)算 ① 計(jì)算接觸應(yīng)力： 小輪： =ZB (4—1) 大輪： =ZD (4—2) 式中：— 使

48、用系數(shù)，見參考文獻(xiàn)[3]表14-1-81、表14-1-82原動(dòng)機(jī)工作特性示例及表14-1-83工作機(jī)工作特性示例，取=1.0； — 動(dòng)載系數(shù)，由參考文獻(xiàn)[3]圖14-1-14查得KV=1.05； — 接觸強(qiáng)度計(jì)算的齒向載荷分布系數(shù)，見參考文獻(xiàn)[3]表14-1-98 = 由[3]圖14-5-12，13得=1，=1.23 = — 接觸強(qiáng)度計(jì)算的齒間載荷分配系數(shù)，見參考文獻(xiàn)[3]表14-1-102查得 ； — 小輪及大輪單對(duì)齒嚙合系數(shù)，見參考文獻(xiàn)[3]表14-1-104， 取 取 — 節(jié)點(diǎn)處計(jì)算接觸應(yīng)力的基本值，； ②計(jì)算接觸應(yīng)力的基本值:

49、 （4—3） 式中：— 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)，； — 彈性系數(shù)，，； — 重合度系數(shù)， ； — 螺旋角系數(shù)， ； Ft — 端面內(nèi)分度圓上的名義切向力， Ft= 式中： — 工作齒寬, ； — 齒輪模數(shù)， 。 將以上系數(shù)帶入（4—3）式得： 將以上結(jié)果帶入（4—1）、（4—2）得： 強(qiáng)度條件，其中 (8)輪齒彎曲強(qiáng)度校核計(jì)算 ①計(jì)算齒根應(yīng)力： （4—5） 式中： ，— 使用系數(shù)，動(dòng)載荷系數(shù)同齒面接觸強(qiáng)度中的值 取 — 彎曲強(qiáng)度計(jì)算的

50、齒向載荷分布系數(shù)， 式中由[3]圖14-5-12，13得， — 彎曲強(qiáng)度計(jì)算的齒間載荷分配系數(shù)，； — 齒根應(yīng)力的基本值，； ② 計(jì)算齒根應(yīng)力的基本值: （4—6） 式中：— 載荷作用于齒頂時(shí)的齒形系數(shù)，有參考文獻(xiàn)[2]表10-5得 ； — 載荷作用于齒頂時(shí)的應(yīng)力修正系數(shù)，有參考文獻(xiàn)[2]表10-5得 ； — 重合度系數(shù)， =0.79； — 螺旋角系數(shù)， 當(dāng)=00時(shí)，=1。 將以上系數(shù)帶入（4—6）式得： 將以上結(jié)果帶入（4—5）得： 齒輪的彎曲極限應(yīng)力

51、 式中為最小安全系數(shù) <滿足條件 <滿足條件 (9)根據(jù)接觸強(qiáng)度計(jì)算確定內(nèi)齒輪材料 根據(jù)，選用，進(jìn)行表面淬火和氮化，表面硬度達(dá) 即可。 (10)驗(yàn)算傳動(dòng)的齒面接觸強(qiáng)度和齒根彎曲強(qiáng)度 傳動(dòng)為內(nèi)嚙合，由于NGW 型行星齒輪傳動(dòng)的承載能力主要取決于外嚙合，故傳動(dòng)的校核可以省略。 2.低速級(jí)計(jì)算 (1)配齒計(jì)算 查[3]表14.5-3選擇行星輪數(shù)目，取由于=5.28據(jù)可能達(dá)到的傳動(dòng)比極限值較遠(yuǎn)。所以可不檢驗(yàn)；鄰接條件。確定各輪齒數(shù),由[1]17.1.2.2所述 =19 即 采用不等角變?yōu)?，可取或? 若取，則，由[3]圖14-5-4可查出適用

52、的預(yù)計(jì)嚙合角，到的范圍內(nèi)。若取，則，預(yù)計(jì)適用嚙合角在、。 為提高傳動(dòng)承載能力，宜取，且與公因數(shù)相符，預(yù)取 (2)初算A-C傳動(dòng)的中心距和模數(shù) 輸入轉(zhuǎn)矩： 設(shè)載荷不均勻系數(shù) 在一對(duì)A-C傳動(dòng)中，小輪（太陽(yáng)輪）傳遞的轉(zhuǎn)矩 齒數(shù)比 太陽(yáng)輪和行星輪的材料用20滲碳淬火，齒面硬度（太陽(yáng)輪）和齒面硬度（行星輪），。 取齒寬系數(shù)，載荷系數(shù)，則 模數(shù) 取。 則A-C傳動(dòng)的未變位時(shí)的中心距： 按預(yù)取嚙合角，可得A-C傳動(dòng)中心距變動(dòng)系數(shù) 則中心距圓整為 計(jì)算A-C傳動(dòng)的實(shí)際中心距變動(dòng)系數(shù)和嚙合角 所以

53、 (3)計(jì)算A-C傳動(dòng)的變位系數(shù) 由[3]圖14-1-4校核，，在需用范圍內(nèi)，可用。 用[3]圖14-1-4分配變位系數(shù)，得 。 (4)計(jì)算傳動(dòng)的中心距變動(dòng)系數(shù)和嚙合角 傳動(dòng)的未變位是的中心距: 則 所以 (5)計(jì)算傳動(dòng)的變位系數(shù) (6)幾何尺寸計(jì)算 幾何尺寸計(jì)算公式由[3]表14-1-18得 ， (7)齒面接觸強(qiáng)度校核計(jì)算 ①計(jì)算接觸應(yīng)力： 小輪： =ZB 大輪： =ZD 式中：— 使用系數(shù)

54、，見參考文獻(xiàn)[3]表14-1-81、表14-1-82原動(dòng)機(jī)工作特性示例及表14-1-83工作機(jī)工作特性示例，取=1.0； — 動(dòng)載系數(shù)，由參考文獻(xiàn)[3]圖14-1-14查得； — 接觸強(qiáng)度計(jì)算的齒向載荷分布系數(shù)，見參考文獻(xiàn)[3]表14-1-98 = 由[3]圖14-5-12，13得， = — 接觸強(qiáng)度計(jì)算的齒間載荷分配系數(shù)，見參考文獻(xiàn)[3]表14-1-102查得 ； — 小輪及大輪單對(duì)齒嚙合系數(shù)，見參考文獻(xiàn)[3]表14-1-104， 取 取 — 節(jié)點(diǎn)處計(jì)算接觸應(yīng)力的基本值，； ②計(jì)算接觸應(yīng)力的基本值: （4—

55、3） 式中：— 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)，； — 彈性系數(shù)，，； — 重合度系數(shù)， ； — 螺旋角系數(shù)， ； Ft — 端面內(nèi)分度圓上的名義切向力， Ft=2000= 式中: — 工作齒寬, ； — 齒輪模數(shù)， 。 將以上系數(shù)帶入（4—3）式得： 將以上結(jié)果帶入（4—1）、（4—2）得： 強(qiáng)度條件，其中 (8)輪齒彎曲強(qiáng)度校核計(jì)算 ①計(jì)算齒根應(yīng)力： （4—5） 式中：，— 使用系數(shù)，動(dòng)載荷系數(shù)同齒面接觸強(qiáng)度中的值 取 — 彎曲強(qiáng)度計(jì)算的齒向載荷分布系數(shù)， 式中由[3]圖14-5-12，13得=1，=1.4

56、 — 彎曲強(qiáng)度計(jì)算的齒間載荷分配系數(shù)，； — 齒根應(yīng)力的基本值，； ② 計(jì)算齒根應(yīng)力的基本值: （4—6） 式中：— 載荷作用于齒頂時(shí)的齒形系數(shù)，有參考文獻(xiàn)[2]表10-5得 ； — 載荷作用于齒頂時(shí)的應(yīng)力修正系數(shù)，有參考文獻(xiàn)[2]表10-5得 ； — 重合度系數(shù)， ； — 螺旋角系數(shù)， 當(dāng)=00時(shí)，。 將以上系數(shù)帶入（4—6）式得： 將以上結(jié)果帶入（4—5）得： 齒輪的彎曲極限應(yīng)力 式中為最小安全系數(shù) <滿足條件 (9)根據(jù)接觸強(qiáng)度計(jì)算確定內(nèi)齒

57、輪材料 根據(jù)，選用，進(jìn)行表面淬火和氮化，表面硬度達(dá) 即可。 (10)驗(yàn)算傳動(dòng)的齒面接觸強(qiáng)度和齒根彎曲強(qiáng)度 傳動(dòng)為內(nèi)嚙合，由于NGW 型行星齒輪傳動(dòng)的承載能力主要取決于外嚙合，故傳動(dòng)的校核可以省略。 4.2 牽引部軸的校核及軸承壽命計(jì)算 4.2.1 牽引部I軸的初步設(shè)計(jì)及校核及軸承壽命計(jì)算 1．初步估算軸徑 選擇軸的材料為，滲碳后淬火，由參考文獻(xiàn)[1]表19.1-1查得材料的機(jī)械性能數(shù)據(jù)為： 由于材料是，由參考文獻(xiàn)[3]表26.3-2選取，則得 2．軸上受力分析 I齒輪軸傳遞的轉(zhuǎn)矩: = 式中：T1 —　I軸傳遞扭矩；

58、 　—　電機(jī)功率，??； — 電機(jī)轉(zhuǎn)速，。 ＝= 花鍵傳動(dòng)附加力 Po=0.2＝ 式中：— 花鍵分度圓直徑　 3. 求支反力 = = = = =N = = = 4. 作彎矩和扭矩圖 齒輪的作用力在水平面的彎矩圖：(圖4-1) 齒輪作用在垂直平面的彎矩圖：(圖4-2) 由于齒輪作用力在C截面作出的最大合成彎矩： 由于R0作用而作出的彎矩圖：(圖4-3) 則截面C的最大合成彎矩為： 作轉(zhuǎn)矩圖（圖4-4）: 5. 軸的強(qiáng)度校核 a.確定危險(xiǎn)截面：根據(jù)齒輪軸的結(jié)構(gòu)尺寸及彎矩圖，扭

59、矩圖，截面C處的彎矩最大，且有齒輪配合與漸開線花鍵引起的應(yīng)力集中，故屬危險(xiǎn)截面?，F(xiàn)對(duì)截面C進(jìn)行強(qiáng)度校核。 b.安全系數(shù)校核計(jì)算：由于采煤機(jī)牽引部電動(dòng)機(jī)帶動(dòng)軸轉(zhuǎn)動(dòng)，彎矩引起對(duì)稱循環(huán)的彎應(yīng)力，轉(zhuǎn)矩引起的為脈動(dòng)循環(huán)的剪應(yīng)力。 彎曲應(yīng)力幅為： 式中：— 抗彎斷面系數(shù)， 取= 由于是對(duì)稱循環(huán)彎曲應(yīng)力，故平均應(yīng)力 式中：—鋼彎曲對(duì)稱應(yīng)力時(shí)的疲勞極限， — 正應(yīng)力有效應(yīng)力集中系數(shù)，按鍵槽查得 ，按配合查得 ，故?。? — 表面質(zhì)量系數(shù)，軸經(jīng)徹削加工，按參考文獻(xiàn)[3]表26.3—8查得=0.92； — 尺寸系數(shù)，由參考文獻(xiàn)[3]表26.3—11查得 。 剪應(yīng)力幅為： =

60、= 式中：— 抗扭斷面系數(shù)，取 == 式中：— 的扭轉(zhuǎn)疲勞極限，由參考文獻(xiàn)[33]表26.1—1查得 ； — 剪應(yīng)力有效應(yīng)力集中系數(shù)，由參考文獻(xiàn)[3]表26.3—5按鍵槽 得，按配合查得 ； ，— 同正應(yīng)力； — 平均應(yīng)力折算系數(shù)，由參考文獻(xiàn)[3]表26.3—13查得 S= = 由參考文獻(xiàn)[3]表26.3—4可知， 故S >[ S ]，該軸C截面是安全的。 6. 軸承壽命計(jì)算 軸承A（煤壁側(cè)）選用進(jìn)口型圓柱滾子軸承， 式中：— 軸承所受實(shí)際動(dòng)載荷，　 。 軸承B（老塘側(cè)）進(jìn)口型， 式中：PB— 軸承所受實(shí)際動(dòng)載荷，　

61、 圖4-1水平面彎矩圖 圖4-2垂直彎矩圖 圖4-3作用彎矩圖 圖4-4彎矩圖 4.2.2 牽引部II軸的初步設(shè)計(jì)及校核及軸承壽命計(jì)算 1．初步估算軸徑 選擇軸的材料為20CrMnTi，滲碳后淬火，由參考文獻(xiàn)[1]表19-1-1查得材料的機(jī)械性能數(shù)據(jù)為： 由于材料是20CrMnTi，由參考文獻(xiàn)[3]表26.3-2選取，則得 2．軸上受力分析 II軸傳遞的轉(zhuǎn)矩: T2＝η1η2＝ 式中： —　II軸傳遞扭矩； —　傳動(dòng)效率， ；

62、 — II軸轉(zhuǎn)速，?。? ＝ ＝ ＝ ＝ 花鍵傳動(dòng)附加力： Po= 式中：— 花鍵分度圓直徑，　。 3.求支反力 ＝ ＝ ＝ ＝ = 4. 作彎矩和扭矩圖 齒輪的作用力在水平平面的彎矩圖：(圖4-5) 齒輪作用在垂直平面的彎矩圖：(圖4-6) 由于齒輪作用力在C截面作出的最大合成彎矩： = 由于R0作用而作出的彎矩圖：(圖4-7) 則截面D最大合成彎矩為： 作轉(zhuǎn)

63、矩圖（圖4-8）: 5. 軸的強(qiáng)度校核 a. 確定危險(xiǎn)截面：根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)尺寸及彎矩圖，扭矩圖，截面D處的彎矩最大，且有齒輪配合與漸開線花鍵引起的應(yīng)力集中，故屬危險(xiǎn)截面。現(xiàn)對(duì)截面D進(jìn)行強(qiáng)度校核。 b. 安全系數(shù)校核計(jì)算：由于采煤機(jī)牽引部電動(dòng)機(jī)帶動(dòng)軸轉(zhuǎn)動(dòng)，彎矩引起對(duì)稱循環(huán)的彎應(yīng)力,轉(zhuǎn)矩引起的為脈動(dòng)循環(huán)的剪應(yīng)力。 彎曲應(yīng)力幅為： == 式中 ：— 抗彎斷面系數(shù)，由表26.3—15計(jì)算的 = 0.1= 133 m3 由于是對(duì)稱循環(huán)彎曲應(yīng)力，故平均應(yīng)力=0 = = 式中：— 20Cr鋼彎曲對(duì)稱應(yīng)力時(shí)的疲勞極限， ； — 正應(yīng)力有效應(yīng)力集中系數(shù)，按鍵槽查得 ，按

64、配合查得 ，故?。? — 表面質(zhì)量系數(shù)，軸經(jīng)車削加工，按參考文獻(xiàn)[3]表26.3—8查得； — 尺寸系數(shù)，由參考文獻(xiàn)[3]表26.3—11查得 ； 剪應(yīng)力幅為： 式中：—抗扭斷面系數(shù)，由參考文獻(xiàn)[3]表26.3—15計(jì)算得 = 式中：—的扭轉(zhuǎn)疲勞極限，由參考文獻(xiàn)[3]表26.1—1查得； — 剪應(yīng)力有效應(yīng)力集中系數(shù)，按鍵槽查得 ，按配合查得 ； ，— 同正應(yīng)力； — 平均應(yīng)力折算系數(shù)，由參考文獻(xiàn)[3]表26.3—13查得 S= = 由參考文獻(xiàn)[3]表26.3—4可知， 故，該軸D截面是安全的。 6. 軸承壽命計(jì)算 軸承A（煤壁側(cè)）選用進(jìn)口型，

65、 LhA＝（）＝ 式中：— 軸承所受實(shí)際動(dòng)載荷， 。 軸承B（老塘側(cè)）選用進(jìn)口型， LhB＝ 式中：— 軸承所受實(shí)際動(dòng)載荷，?。? 圖4-5水平面彎矩圖 圖4-6垂直面彎矩圖 圖4-7作用彎矩圖 圖4-8作用彎矩圖 4.2.4 一級(jí)行星輪軸初步設(shè)計(jì)及強(qiáng)度校核及軸承壽命計(jì)算 1．初步估算軸徑 選擇太陽(yáng)輪齒輪軸的材料為，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，由參考文獻(xiàn)[3]表26.1-1查得材料的機(jī)械性能數(shù)據(jù)為： 由于材料是鋼，由參考文獻(xiàn)[3]標(biāo)26.3-2選取，則得 dmin A= 取 2．軸上受力分析 太陽(yáng)輪扭矩計(jì)算： ＝η3＝

66、 式中：T3 —二級(jí)太陽(yáng)輪傳遞扭矩； —傳動(dòng)效率， ＝ 式中：—行星輪數(shù)量，； —太陽(yáng)輪傳遞扭矩； —行星傳動(dòng)不均載數(shù)。 ＝tan ＝ = ==== = = == 3. 軸的強(qiáng)度校核 a. 確定危險(xiǎn)截面：根據(jù)太陽(yáng)輪齒輪軸的結(jié)構(gòu)尺寸及扭矩圖，截面C處為危險(xiǎn)截面?，F(xiàn)對(duì)截面C進(jìn)行強(qiáng)度校核。 b. 安全系數(shù)校核計(jì)算：由于太陽(yáng)輪只受扭矩，不受彎矩作用，所以扭矩引起脈動(dòng)循環(huán)的剪應(yīng)力。 剪應(yīng)力幅為： == 式中：—抗扭矩?cái)嗝嫦禂?shù)，取=38.6 == —20CrMnTi 扭轉(zhuǎn)疲勞極限， ； — 正應(yīng)力有效應(yīng)力集中系數(shù)，有參考文獻(xiàn)[3]表26.3—5按鍵槽查得 =1.58，按配合查得 ，故??； — 表面質(zhì)量系數(shù)，軸經(jīng)車削加工，按參考文獻(xiàn)[3]表26.3—8查得=0.85； — 尺寸系數(shù)，由參考文獻(xiàn)[3]表26.3—11查得 ； — 平均應(yīng)力折算系數(shù)，由參考文獻(xiàn)[3]表26.3—13查得。 由表26.3—4可知， 故，該軸C截面是安全的。 5.軸承壽命計(jì)算 軸承選用進(jìn)口型， 式中： —